Etude et optimisation d`une installation de climatisation solaire

Revue des Energies Renouvelables CER’07 Oujda (2007) 225 – 228
Etude et optimisation d’une installation de
climatisation solaire système à absorption
1*
1
2
3
A. Dobbi , Y. Babi , N. Kaabi , N. Hassini and A. Belaid
1
2
3
Université de Ouargla, Algérie
Département de Génie Climatique, Faculté des Sciences, Université de Constantine, Algérie
3
Département de Physique, Université d’Oran, Oran
Résumé - Dans le souci de créer un micro-climat de confort à l’intérieur d’un local situé dans les
régions chaudes fortement ensoleillées durant les périodes d’été, nous proposons une étude qui
s’intéresse d’une part à l’amélioration du coefficient de performance thermodynamique de
l’installation par une combinaison convenable des paramètres thermodynamiques tout en réduisant
les surfaces d’échange des différents appareils composant l’installation. D’autre part, à la recherche
d’un modèle de calcul de la densité du flux de chaleur à travers les surfaces vitrées tout en évitant le
calcul complexe par les équations classiques.
1. INTRODUCTION
Les machines frigorifiques solaires à absorption utilisant l’eau et le bromure de lithium ou
l’ammoniac et l’eau en remplaçant les fluides frigorigènes chlorofluorocarbones (C.F.C)
contribue non seulement à limiter la destruction de la couche d’ozone mais aussi par leur faible
coût par rapport aux autres installations. Nous avons présenté dans ce travail des modèles simples
permettant le calcul de la densité du flux thermique à travers une surface vitrée et une
optimisation d’une installation frigorifique solaire à absorption.
2. CALCUL DU FLUX DE CHALEUR INSTANTANE
A TRAVERS UNE SURFACE VITREE SIMPLE
Faible inertie thermique (construction légère)
(1)
Q inst = [ S1 × I × a + ( S − S1 )× I diff ] × b
( kcal / h )
Forte inertie thermique (construction lourde)
(2)
Q st = [ S1 × I max × a + ( S − S1 )× I diff ] × b × Smax
( kcal / h )
a: Correction pour l’obscurcissement; b: Facteur de perméabilité de la matière; S1: Surface
vitrée ensoleillée (m2); S: Surface vitrée totale (m2); I: Rayonnement total à travers une fenêtre
simple non protégée; Idiff Rayonnement diffus à l’instant t avec la direction nord; Imax: Valeur
maximale de l'intensité du rayonnement total journalier en fonction du mois; Smax: Facteur
d’emmagasinage, fonction de la durée de fonctionnement de l’installation;
3. MODELES DE CALCUL DU FLUX SPECIFIQUE SOLAIRE
A TRAVERS UNE SURFACE VITREE SIMPLE
A partir des Tableaux 1 et 2, issus du calcul théorique classique [1, 7, 8], nous avons élaboré
huit modèles simples qui permettent de calculer le flux spécifique direct et diffus en fonction du
temps (heure) à travers une surface vitrée simple avec orientation Sud et Est.
3.1 Orientation Sud
Cas d’un flux solaire spécifique direct à travers une surface vitrée simple non protégée
2
q1 = 0,0031 t 6 + 0,2232 t 5 − 6,0779 t 4 + 77,435 t 3 − 459,5 t 2 + 1070 ,7 t − 274,20 ; R = 0,9925
*
[email protected] _ [email protected]
225
(3)
A. Dobbi et al.
226
Flux solaire spécifique direct - surface vitrée simple protégée avec a = 1.15 et b = 0.5
2
q 2 = − 0,0016 t 6 + 0,1117 t 5 − 3,0418 t 4 + 38,76 t 3 − 230,1 t 2 + 536,82 t − 139,64 ; R = 0,9925
(4)
Cas d’un flux solaire spécifique diffus à travers une surface vitrée simple non protégée
2
q 3 = 0,0033 t 6 − 0,2265 t 5 + 6,9883 t 4 − 108,37 t 3 + 927,57 t 2 − 4130,9 t + 7508,6 ; R = 0,9977
(5)
Flux solaire spécifique diffus - surface vitrée simple protégée avec a = 1.15 et b = 0.5
2
q 4 = 0,0016 t 6 − 0,1183 t 5 + 3,4942 t 4 − 54,184 t 3 + 463,79 t 2 − 2065,5 t + 3754,3 ; R = 0,9977
(6)
3.2 Orientation Est
Cas d’un flux solaire spécifique direct à travers une surface vitrée simple non protégée
2
q 5 = 0,0144 t 6 − 1,0066 t 5 + 28,071 t 4 − 394,37 t 3 + 2896,5 t 2 − 10343 t + 14120 ; R = 0,996
(7)
Flux solaire spécifique direct - surface vitrée simple protégée avec a = 1.15 et b = 0.5
2
q 6 = 0,0071 t 6 − 0,4979 t 5 + 13,866 t 4 − 194,43 t 3 + 1423,7 t 2 − 5058,4 t + 6849,8 ; R = 0,9958
Tableau 1: Orientation Est
(8)
Tableau 2: Orientation Sud
temps
I
I.a
I.a.b
Idif
I.dif.b
temps
I
I.a
I.a.b
Idif
I.dif.b
6
7
8
9
10
11
12
13
14
15
16
326
485
507
465
355
217
110
109
102
92
77
375
558
583
535
408
250
127
125
117
106
89
187
279
292
267
204
125
63
62.7
59
53
44
79
62
77
92
102
109
110
109
102
92
77
39.5
31
38.5
46
51
54.5
55
54.5
51
46
38.5
6
7
8
9
10
11
12
13
14
15
16
17
40
60
108
211
338
374
405
374
338
211
108
60
46
69
124.2
242.6
388.7
430.1
465.7
430.1
430.1
242.6
124.2
69
23
34.5
62.1
121.3
194.3
215.0
232.9
215.0
194.3
121.3
62.1
34.5
79
62
77
92
102
109
110
109
102
92
77
62
39.5
31
38.5
46
51
54.5
55
54.5
51
46
38.5
31
3.3 Discussion des résultats
Pour le cas des modèles donnant le flux solaire spécifique à travers une surface vitrée simple,
connaissant le type de protection (nature de la matière de protection), ces modèles permettent de
calculer avec une grande précision la chaleur traversant une fenêtre à vitrage simple en n’importe
quel moment de la journée, les résultats issus des calculs classiques sont très rapprochés avec
ceux issus des modèles.
Le flux spécifique à travers une fenêtre de vitrage simple (flux solaire direct sur une surface
non protégée) (Orientation Sud) et à t = 12h, on a q théorique = I × a = 465,75 kcal / hm 2
q mod èle = − 0,0031t 6 + 0,2232 t 5 − 6,0779 t 4 + 77,435 t 3 − 5 t 2 + 1070 t − 274,2
A t = 12h, on a q mod èle = 464,61 kcal / hm 2
d’où, l’écart (%) = (q modèle – q théorique ) / q modèle = | -0.0025 | = 0.25 %.
Cet écart est très faible, ce qui donne une grande précision du modèle. De la même manière
nous avons trouvé que la précision des modèles pour les autres orientations est grande.
4. ETUDE ET OPTIMISATION D’UNE MACHINE
FRIGORIFIQUES SOLAIRE [2-6, 8]
4.1 Choix des paramètres thermodynamiques
Puissance frigorifique = 70 kW; Température de l’évaporateur = 5 et 10 °C; tc= 34 à 44 °C,
ta= 30 à 38 °C, E= 0.60 à 0.80 où E est l’efficacité de l’échangeur inter-solutions; tc la
température au condenseur et ta la température à l’absorbeur.
CER’2007: Etude et optimisation d’une installation de climatisation…
Fig. 1: Variation du rayonnement solaire direct
en fonction du temps à travers une surface
vitrée simple - Orientation Est
227
Fig. 2: Variation du rayonnement solaire diffus
en fonction du temps à travers une surface
vitrée simple - Orientation Sud
4.2 Modèle de simulation
Tableau 3: Variation du COP en fonction de la température du bouilleur ‘tb’ pour
différentes valeurs de l’efficacité de l’échangeur inter-solution
tb
76
78
80
82
84
86
88
90
92
94
COP
E = 0.75
0.7709
0.7896
0.8015
0.8062
0.8094
0.81
0.8083
0.8072
0.806
0.8041
COP
E = 0.70
0.7433
0.7683
0.7849
0.7922
0.7996
0.7997
0.7985
0.7981
0.7978
0.7963
COP
E = 0.65
0.7176
0.748
0.7689
0.7786
0.7862
0.7896
0.7888
0.7892
0.7897
0.7887
COP
E = 0.60
0.6936
0.7289
0.7535
0.7655
0.7751
0.7798
0.7794
0.7905
0.7808
0.7811
COP
E = 0.50
0.6712
0.7106
0.7387
0.7528
0.7643
0.7702
0.7702
0.772
0.774
0.7738
4.3 Discussion des résultats
Il est possible d’améliorer les performances de l’installation par une combinaison des
paramètres thermodynamiques convenables tout en réduisant les surfaces d’échange des différents
éléments de l’installation. On peut réduire la consommation d’énergie au niveau de la pompe en
diminuant le taux de circulation du bouilleur (augmenter la température du bouilleur). Une
température plus élevée au niveau de la source chaude permet d’obtenir une température
relativement élevée de l’eau de refroidissement et par conséquent on peut éviter une tour de
refroidissement surdimensionnée. Les températures optimales de fonctionnement du bouilleur
diminuent avec l’augmentation de l’efficacité thermodynamique de l’échangeur inter solution.
Les modèles testés permettent de calculer le COP en fonction de la température du bouilleur
pour chaque température de l’évaporateur et donnent de bons résultats comparativement au calcul
classique. La possibilité d’obtenir des températures basses au niveau du bouilleur (70 à 85°C)
avec un COP relativement élevé (environ 75 %), ce qui convient mieux aux paramètres optimaux
des capteurs plans tout en réduisant les surfaces d’échange des appareils.
228
A. Dobbi et al.
Fig. 3: Variation du COP en fonction de la
température du bouilleur
t c = 40 °C, t a = 36 °C, E = 0.75
Fig. 4: Variation du taux de circulation en
fonction de la température du bouilleur
t c = 40 °C, t a = 36 °C
Fig. 5: Variation du COP en fonction de la température du bouilleur
t e = 8°C, t c = 40 °C, t a = 32 °C
E : Efficacité de l’échangeur inter-solutions; φ B : Puissance du bouilleur, (kW); φ E : Puissance
de l’évaporateur, (kW); φ C : Puissance du condenseur (kW); φ P : Puissance de la pompe (kW);
Q me : Débit massique de la vapeur d’eau (kg/s); COP: Coefficient de performance.
REFERENCES
[1] H. Rietshel, ‘Traité de Chauffage et de Climatisation’, Tome 2, Bordas, 1974.
[2] Institut International du Froid, ‘Guide des Réfrigérateurs Solaires pour Pays Chauds et Régions Isolées’,
Paris, 1999.
[3] I.M.O. El Kardaoui, ‘les Installations de l’Energie Solaire, Froid, Climatisation, Chauffage’, El Maaraf,
Egypt, 1987.
[4] P.E. Minton, ‘Hand-Book of Evaporation Technology’, Noyes Publications N.J, USA, 1986.
[5] J. Bonnin, P.J. Wibur and S. Karabi, ‘Réfrigération Solaire’, Edition SCM Paris, 1980.
[6] J.R. Vaillant, ‘Des Recours Immédiats à l’Energie Solaire contre la Pénurie d’Energie et la Hausse des
Prix’, Eyroles, Paris, 1980.
[7] R. Bernard, G.Menguy et M. Schwartz, ‘Le Rayonnement Solaire, Conversion thermique et Applications’,
Tech. & Doc., Paris, 1980..
[8] H. Perez Blanco and R. Radermacher, ‘Absorption’, An update, Ashrae Journal, 1980.
[9] G. Hostache, ‘Machine Frigorifique Tritherme à Ejecteur’, Proceedding, Colloque de Cargèse, 1981.